- •Содержание
- •Описание работы механизма
- •Исходные данные:
- •Предварительный выбор двигателя
- •Расчет редуктора
- •Геометрический расчет редуктора
- •3.2.1 Расчет передачи 3-4 (косозубой)
- •3.2.2. Расчет передачи 5-6 (прямозубая)
- •4 Проверочный расчет требуемой мощности двигателя
- •5 Предварительный расчет валов
- •6 Расчет момента инерции редуктора
- •7 Расчет мертвого хода
- •8 Подбор и расчет подшипников выходного вала
- •9 Обоснование выбора применяемых материалов и типа смазки
- •Литература
5 Предварительный расчет валов
Материал валов выбираем сталь 30Х ГОСТ 4543-71.
Определяем диаметр цапфы валов:
Допустимое напряжение кручения для стали [τ] = 25 Н/мм2.
Быстроходный вал, передающий момент ТII=Н·м
dI=dII===1,56мм.
Округляем до ближайшего целого большего значения dI=dII=2мм.
Промежуточный вал, передающий момент ТIII=Н·м
dIII ≥ 1,1 ·= 1,1 ·= 3,0013 мм.
Округляем до ближайшего целого большего значения dIII=4 мм.
Тихоходный вал, передающий момент ТIV=Н·м
dIV ≥ 1,1 ·= 1,1 ·= 5,75 мм.
Округляем до ближайшего целого большего значения dIV=6 мм.
6 Расчет момента инерции редуктора
Плотность материала сталь-30Х ρ=7,8*103кг/м3.
Рассчитываем момент инерции по формуле:
J=*bш*d43*ρ/32 (5)
Расчитываю момент инерции шестрней (3;5) по формуле (5):
J3=*b3*d43*ρ/32=3,14*9*10-3*(20,621*10-3)4*7,8*103*106/32=1,25кг·мм2
J5=*b5*d45*ρ/32=3,14*9*10-3*(20*10-3)4*7,8*103*106/32=1,11 кг·мм2
Рассчитаю момент инерции ведомого колеса (4;6) по формуле (5):
J4=*b4*d44*ρ/32=3,14*8*10-3*(154,66*10-3)4*7,8*103*106/32=3500 кг·мм2
J6=*b6*d46*ρ/32=3,14*8*10-3*(145*10-3)4*7,8*103*106/32=2700 кг·мм2
Рассчитываю момент инерции редуктора:
Jр= += 1,25 += 64,41 кг·мм2
7 Расчет мертвого хода
Рассчитываем окружную скорость по формуле:
V= (6)
где n– количество оборотов в минуту колеса (об/мин),
r– радиус этого колеса(мм).
Отсюда по формуле (6):
V=V3=V4==1,12 м/с,
V5=V6==0,145 м/с.
Т.к. V3иV5меньше 5м/с, то согласно ГОСТ 1643-72 (дляmn ≥ 1мм), выбираем степень точности 8.
Выбираем вид сопряжения Е(с увеличенным зазором), которому соответствует вид допуска e. Учитывая межосевое расстояние (a3-4= 87,64 мм;a5-6= 82,5 мм) определяем минимальный боковой зазорjn=35мкм.
Определим зазор по формуле Δφколеса= 3,44·jn/(rколеса·cosα) (7)
где при jn в мкм иrв мм ответ будет получен в угловых минутах.
Пользуясь формулой (7) определяем:
Δφ3= 3,44·35/(20,621·0,5·0,94) = 12,43 угл. мин. = 0,21 ˚
Δφ4= 3,44·35/(154,66·0,5·0,94) = 1,66 угл. мин. = 0,028 ˚
Δφ5= 3,44·35/(20·0,5·0,94) = 12,8 угл. мин. = 0,21 ˚
Δφ6= 3,44·35/(145·0,5·0,94) = 1,77 угл. мин. = 0,03 ˚
Δφ3=Δφ3+Δφ5· i3-4=12,43 +12,8 ·7,5=108,43 угл.мин. =1,8˚
Δφ6=Δφ3/U3-6=108,43/54,17=2 угл.мин. =0,033˚
8 Подбор и расчет подшипников выходного вала
В пункте 4 были определены силы (окружная и радиальная) по крутящему моменту, действующие на выходном валу.
Ft 6 = == 10 Н
Fr 6 = = 10*0,364 = 3,64 Н
Задаёмся значениями расстояния от опоры до колеса a=b= 50 мм. Т.к. расстоянияaиbравны, значит, обе опоры нагружены равномерно. Определяем реакцию опоры по формуле:
Ft ·a–Rb(a+b) = 0 (8)
Для Ft по формуле (8) находим:
Rb(Ft)= (Ft6 · a)/ (a+b)=(10 ·50)/(50+50)=5 Н
Rа(Ft)= Ft6 - Rb(Ft)= 10 - 5= 5 Н
Для Fr по формуле (8) находим:
Rb(Fr)= (Fr6 · a)/ (a+b)=(3,64 ·50)/(50+50)=1,82 Н
Rа(Fr)= Fr6 - Rb(Fr)= 3,64 - 1,82=1,82 Н
Т.к. радиальная и окружная силы перпендикулярны, определяю модуль силы Fr, действующей на опору по вертикали:
Fr=== 5,321 Н
Сила, действующая по горизонтали Fxравна 0, т.к. на выходе по заданию прямозубая передача.
Выбираю шариковый, радиальный подшипник.
Диаметр цапфы выходного вала IVравен 6мм.
Из литературы [3] выбираю шариковый радиальный однорядный подшипник сверхлёгкой серии 1000096, имеющий следующие характеристики:
d= 6мм – внутренний диаметр.
D= 15 мм – наружный диаметр.
B= 5 мм – ширина кольца.
C= 1470Н – динамическая грузоподъёмность подшипника
Co=555Н – статическая грузоподъемность подшипника
nпред= 45000 об/мин
Вычислим заданную долговечность Lтр:
Lтр= 18000·60·120=129,6 млн.
Определим рассчитанную долговечность по формуле:
Lp=(C/Fэ)p (9)
где С – динамическая грузоподъёмность
Fэ=(X·V·Fr+Y·Fx) ·Кб·Кт, (10)
где Fr– радиальная реакции опор;
V – коэффициент вращения вектора нагрузки ( V = 1 если вращается внутреннее кольцо, V = 1,2 если вращается наружное кольцо)
X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипников, определяются по справочнику;
Кб– коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамических условий работы; Кб=1;
Кт– коэффициент температурного режима (до 100оС Кт=1)
p=3 - для шариковой передачи
Для выбора коэффициентов XиYрассчитаем :
е=0,158·(Fx/Co)0,24 ≥0,19
e=0,19
Отсюда X=1, Y=0
Исходя из вышеперечисленных значений по формуле (10) находим:
Fэ=(1·1·5,321+1·0) ·1·1=5,321Н
По формуле (9) находим рассчитанную долговечность:
Lp=(C/Fэ)p= (1470/5,321)3=21084933,1 млн.об
Расчетная долговечность превосходит заданную Lp>Lтр, значит выбранный подшипник удовлетворяет зананию.